Đồ án Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP. HCM KHOA CƠ KHÍ BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY
ĐỒ ÁN MÔN HỌC: CHI TIẾT MÁY Sinh viên thực hiện:THÂN TRỌNG KHÁNH ĐẠT . MSSV:20800418 Ngành đào tạo: Chế tạo máy Giáo viên hướng dẫn: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc. Ngày hoàn thành: Ngày bảo vệ: ĐỀ TÀI Đề số 4: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN Phương án số:01 / Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm: Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2- Nối trục đàn hồi; 3- Hộp giảm bánh răng trụ 2 cấp đồng trục; 4- Bộ truyền xích ống con lăn; 5- thùng trộn. Số liệu thiết kế: Công suất trên trục thùng trộn, P(KW)=3kw : Số vòng quay trên trục thùng trộn, n(v/p) =42: Thời gian phục vụ, L(năm)=5 : Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ. (1 năm làm việc 250 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ). Chế độ tải: T1 = T ; t1=60 giây; T2 =0.82T ; t2=12 giây YÊU CẦU 01 thuyết minh, 01 bản vẽ lắp A0; 01 bản vẽ chi tiết. NỘI DUNG THUYẾT MINH 1. Xác định công suất động cơ và phân bố tỉ số truyền cho hệ thống truyền động. 2. Tính toán thiết kế các chi tiết máy: a. Tính toán các bộ truyền hở (đai hoặc xích). b. Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc (bánh răng, trục vít). c. Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trị các lực d. Tính toán thiết kế trục và then. e. Chọn ổ lăn và nối trục. f. Chọn thân máy, bu lông và các chi tiết phụ khác. 3. Chọn dung sai lắp ghép. 4. Tài liệu tham khảo. MỤC LỤC Trang MỤC LỤC 3 LỜI NÓI ĐẦU 5 PHẦN 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 6 1.1. Chọn động cơ 6 1.2. Phân bố tỷ số truyền 7 1.3. Bảng đặc tính 8 PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY 9 2.1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH ỐNG CON LĂN 9 2.1.1. Xác định thông số xích và bộ truyền 10 2.1.2. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền 11 2.1.3. Đường kính đĩa xích 11 2.1.4. Xác định lực tác dụng lên trục 12 2.2. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 12 2.2.1. Cấp chậm:bánh răng trụ răng nghiêng 12 2.2.1.1. Chọn vật liệu 12 2.2.1.2. Xác định hệ số tuổi thọ 13 2.2.1.3. Giới hạn mỏi tiếp xúc và giới hạn mỏi uốn 14 2.2.1.4. Ứng suất cho phép 14 2.2.1.5. Chọn hệ số 15 2.2.1.6. Xác định sơ bộ khoảng cách trục 15 2.2.1.7. Modun răng, góc nghiêng răng, tỉ số truyền 15 2.2.1.8. Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng 16 2.2.1.9. Giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền 16 2.2.1.10. Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng bánh răng 17 2.2.1.11. Chọn hệ số tải trọng động 17 2.2.1.12. Kiểm nghiệm độ bền 18 2.2.1.13. Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng nghiêng 19 2.2.2. Cấp nhanh: bánh răng trụ răng nghiêng 20 2.2.2.1. Chọn vật liệu 21 2.2.2.2. Xác định hệ số tuổi thọ 21 2.2.2.3. Giới hạn mỏi tiếp xúc và giới hạn mỏi uốn 21 2.2.2.4. Ứng suất cho phép 22 2.2.2.5. Chọn hệ số 22 2.2.2.6. Xác định sơ bộ khoảng cách trục 23 2.2.2.7. Modun răng, góc nghiêng răng, tỉ số truyền 23 2.2.2.8. Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng 24 2.2.2.9. Giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền 34 2.2.2.10. Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng bánh răng 24 2.2.2.11. Chọn hệ số tải trọng động 24 2.2.2.12. Kiểm nghiệm độ bền 25 2.2.2.13. Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng nghiêng 26 2.3. THIẾT KẾ TRỤC – CHỌN THEN 26 2.3.1. Chọn vật liệu chế tạo các trục 26 2.3.2. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 27 2.3.3. Xác định lực tác dụng lên trục 27 2.3.4. Chọn then bằng và kiểm nghiệm then 36 2.3.5. Kiểm nghiệm trục 37 2.4. TÍNH TOÁN Ổ LĂN – NỐI TRỤC 38 2.4.1. Tính chọn nối trục đàn hồi 38 2.4.2. Tính chọn ổ lăn 39 PHẦN 3: CHỌN THÂN MÁY, BULONG VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ 46 1. Xác định kích thước của vỏ hộp 46 2. Các chi tiết phụ khác 47 3. Chọn Bulong 50 4. Dung sai và lắp ghép 54 TÀI LIỆU THAM KHẢO 55 LỜI NÓI ĐẦU Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí. Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại. Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất nước. Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư cơ khí. Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất. Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu. Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Cơ kỹ thuật, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật...; và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí.Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ Cơ khí, đây là điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí. Em chân thành cảm ơn thầy PGS.TS NGUYỄN HỮU LỘC, các thầy cô và các bạn trong khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án. Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em rất mong nhận được ý kiến từ thầy cô và các bạn. Sinh viên thực hiện Thân Trọng Khánh Đạt Phần 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUÂT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN CHỌN ĐỘNG CƠ: Chọn hiêu suất của hệ thống: Hiệu suất truyền động:
Với:
: hiệu suất nối trục đàn hồi
: hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 1.
: hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 2.
: hiệu suất bộ truyền xích ống con lăn
: hiệu suất ổ lăn. Tính công suất cần thiết: Công suất tính toán:
Công suất cần thiết:
Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ: Số vòng quay trên trục công tác: nlv=42 (vòng/phút) Chọn sơ bộ tỷ số của hệ thống:
Với
Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
Chọn động cơ điện: Động cơ điện có thông số phải thỏa mãn:
Tra bảng 235 tài liệu (*) ta chọn: Động cơ 4A100L4Y3
PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN: Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động:
Tra bảng 3.1 trang 43 Tài liệu (*) ta chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục:
Vậy tỷ số truyền của bộ truyền xích:
BẢNG ĐẶC TRỊ: 1.3.1. Phân phối công suất trên các trục:



1.3.2. Tính toán số vòng quay trên các trục:


1.3.3. Tính toán moomen xoắn trên các trục:




1.3.4. Bảng đặc tính: Trục Thông số  Động cơ  I  II  III  IV   Công suất (kW)  3,458  3,389  3,288  3,190  3   Tỷ số truyền u    4  4  2,1126   Số vòng quay (vòng/phút)  1420  1420  355  88,75  42   Momen xoắn (Nmm)  23 256,27  22 792,22  88 451,83  343 261,97  682 142,86   PHẦN 2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH: Chọn loại xích: Công suất trên đĩa xích nhỏ của bộ truyền xích chính là công suất trên trục 3: P3=3,190 (Kw), với số vòng quay đĩa xích nhỏ n3=88,75 (vòng/phút) Vì số vòng quay thấp, tải trọng va đập nhẹ nên ta chọn loại xích ống con lăn Thông số bộ truyền: Theo bảng 5.4 Tài liệu (*), với u=2,1126, chọn số răng đĩa xích nhỏ
, do đó số răng đĩa xích lớn
. Theo công thức (5.3) tài liệu (*), công suất tính toán:
Trong đó: với z1=27, kz=25/27=0,926; với n01= 200 (vg/ph), kn=n01/n3=200/88,75=2,254 Theo công thức (5.4) và bảng 5.6 Tài liệu (*):
Với: k0=1: đường tâm của xích làm với phương nằm ngang 1 góc < 400 . ka=1: khoảng cách trục a=(30(50)pc. kđc=1: điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích. kđ=1,2: tải trọng động va đập nhẹ. kc=1,25: làm việc 2 ca 1 ngày. kbt=1,3: môi trường có bụi, chất lương bôi trơn II (đạt yêu cầu). Theo bảng 5.5 Tài liệu (*) với n01=200 (vng/ph), chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích pc=31,75mm thỏa mãn điều kiện bền mòn:
Đồng thời theo bảng (5.8), bước xích pc=31,75mm<pmax. Khoảng cách trục a=40pc=40.31,75=1270mm; Theo công thức (5.12) tài liệu (*) số mắt xích.
Lấy số mắt xích chẳn x=122, tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13) tài liệu (*)
Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a 1 lượng bằng:
, do đó a=1261-4=1257mm. Số lần va đập của xích: Theo (5.14) tài liệu (*)
Tính kiểm nghiệm xích về độ bền: Theo (5.15) tài liệu (*):
Với : Theo bảng 5.2 tài liệu (*), tải trọng phá hỏng Q=88500N, khối lượng 1m xích q=3,8kg kđ=1,2 (Tải trọng va đập nhẹ, tải trọng mở máy bằng 150% tải trọng làm việc).
Lực vòng: Ft=1000.P/v=1000.3,190/1,2680=2515,8N Lực căng do lực li tâm: FV=q.v2=3,8.1,26802=6,11N; Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra: F0=9,81.kf.q.a=9,81.4.3,8.1,257=187,43N (Với kf=4 khi bộ truyền nằm ngang nghiêng 1 góc <400) Do đó:
Theo bảng 5.10 với n=200vg/ph, [s]=8,5. Vậy s>[s]: bộ truyền xích đảm bảo đủ bền. Xác định thông số đĩa xích: Đường kính đĩa xích: Theo công thức (5.17) tài liệu (*) và bảng 14.4b: d1=p/sin(π/z1)=31,75/sin(π/27)=273,49mm ; d2=p/sin(π/z2)=31,75/sin(π/57)=576,35mm.(Đường kính vòng chia) da1=p[0,5+cotg(π/Z1)]=287,51mm; da2=p[0,5+cotg(π/Z2)]=591,35mm (Đường kính vòng đỉnh răng). df1=d1-2r=273,49-2.9,62=254,25mm và df2=d2-2r=576,35-2.19,05=538,25 (với bán kính đáy r=0,5025d1+0,05=0,5025.19,05+0,05=9,62mm và d1=19,05mm bảng 5.2 sách (*)) Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức (5.18) tài liệu (*): Đĩa xích 1:
Với: Ft=2516,4N : lực vòng. kr=0,41: hệ số ảnh hưởng số răng xích (Với z1=27). Kđ=1,2: hệ số tải trọng động (Tải động, va đập nhẹ) Fvđ1=13.10-7n1.p3.m=13.10-7.88,75.31,753.1=3,69N: lực va đập trên m dãy xích. E=2E1E2/(E1+E2)= 2,1.105 Mpa A=262mm2: diện tích của bản lề (bảng 5.12 sách (*))
. Do đó ta dùng thép 435 tôi cải thiện HB170 có
sẽ đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1. Đĩa xích 2:
Với: Ft=2515,8N : lực vòng. kr=0,23: hệ số ảnh hưởng số răng xích (Với z2=57). Kđ=1,2: hệ số tải trọng động (Tải động, va đập nhẹ) Fvđ2=13.10-7n2.p3.m=13.10-7.42.31,753.1=1,75 N: lực va đập trên m dãy xích. E=2E1E2/(E1+E2)= 2,1.105 Mpa A=262mm2: diện tích của bản lề (bảng 5.12 sách (*))
. Do đó ta dùng thép 45 tôi cải thiện HB170 có
sẽ đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 2. Xác định lực tác dụng lên trục: Fr = kx.Ft = 1,15.2515,8=6.107.kx.P/Z.p.n =2893,2 (N) Với kx =1,15 hệ số kể đến trọng lượng xích, khi nghiêng 1 góc < 400 Ft=2515,8 N: Lực vòng. Lực căng do lực li tâm: FV=q.v2=3,8.1,26772=6,107 N; Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra: F0=9,81.kf.q.a=9,81.4.3,8.1,257=187,43 N (Với kf=4 khi bộ truyền nằm ngang nghiêng 1 góc <400) . THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG: Thông số kĩ thuật: Thời gian phục vụ: L=5 năm. Quay 1 chiều, tải va đập nhẹ, 250 ngày/ năm, 2 ca/ngày, 8 tiếng/ ca. Cặp bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng) : Tỷ số truyền : ubr1=4 Số vòng quay trục dẫn: n1=1420 (vòng/phút) Momen xoắn T trên trục dẫn: T1=22 792,22 Nmm Cặp bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng nghiêng) : Tỷ số truyền: ubr2=4 Số vòng quay trục dẫn: n2=355 (vòng/phút). Momen xoắn T trên trục dẫn: T2=88 451,83 Nmm Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm: Chọn vật liệu: Do bộ truyền có tải trọng trung bình, không có yêu cầu gì đặc biệt. Theo bảng 6.1 tài liệu (*) ta chọn vật liệu cặp bánh răng như sau: Bánh chủ động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có σb1=850Mpa, σch1=580Mpa, ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=245HB. Bánh bị động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có σb2=750Mpa, σch1=450Mpa, ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB2=230HB. Xác định ứng suất cho phép: Số chu kì làm việc cơ sở:


Tuổi thọ:
Số chu kì làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng



Ta thấy
nên chọn
để tính toán. Suy ra
ỨNG SUẤT CHO PHÉP: Theo bảng 6.2 tài liệu (*) với thép 45, tôi cải thiện: Giới hạn mỏi tiếp xúc:
; SH=1,1 Bánh chủ động:
Bánh bị động:
Giới hạn mỏi uốn:
Bánh chủ động:
Bánh bị động:
Ứng suất tiếp xúc cho phép : Tính toán sơ bộ :
với
(Thép 45 tôi cải thiện) nên

Ứng suất uốn cho phép :
Với
(do quay 1 chiều),
– tra bảng 6.2 tài liệu (*)
và
ỨNG SUẤT QUÁ TẢI CHO PHÉP:
Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Theo công thức (6.15a) tài liệu (*) ta có:
Với: Ka=43: hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng (Bảng 6.5 tài liệu (*)). T1=88 451,83Nmm: momen xoắn trên trục bánh chủ động.
;

:trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rông vành răng. Với
tra bảng 6.7 tài liệu (*). Với kết quả aw tính được ta chọn khoảng cách trục tiêu chuẩn aw=160mm. Xác định các thông số ăn khớp:
, theo bảng trị số tiêu chuẩn 6.8 tài liệu (*) chọn
Chọn sơ bộ góc nghiêng răng
Theo (6.31) tài liệu (*) số răng bánh nhỏ:
lấy z1=25 (răng) Số răng bánh lớn:
(răng) Do đó tỉ số truyền thực :
Góc nghiêng răng:
Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Theo công thức (6.33) tài liệu (*) ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
Trong đó: ZM=274 Mpa1/3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (Bảng 6.5 tài liệu (*)). ZH: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: Theo công thức (6.34) tài liệu (*)
Với:
: góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở
với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh
(với
là góc profin răng và
là góc ăn khớp)
: Hệ số kể dến sự trùng khớp của răng, xác định như sau: Hệ số trùng khớp doc:
Hệ số trùng khớp ngang:
Do đó theo công thức (6.36c) tài liệu (*):
KH - hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc: Theo CT (6.39) tài liệu (*):

: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Theo (6.40) tài liệu (*), vận tốc vòng của bánh chủ động:
. Trong đó đường kính vòng lăn bánh chủ động
. Với v=1.19 (m/s) < 2,5 (m/s) theo bảng 6.13 tài liệu (*) dùng cấp chính xác 9 ta chọn
. Theo ct (6.42) tài liệu (*), ta có:
với
: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15 tài liệu (*)); g0=73: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng bánh 1 và 2 (bảng 6.16 tài liệu (*)).
Vậy
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
Bề rộng vành răng :

Theo (6.1) với v=1.04 (m/s) < 5 (m/s), Zv=1, với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mực tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công độ nhám Ra=2,5μm do đó ZR=0,95; với vòng đỉnh bánh răng da<700mm, KxH=1, do đó theo (6.1) và (6.1a) tài liệu (*):
Như vậy từ (1) và (2) ta có:
, cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Điều kiện bền uồn
Xác định số răng tương đương:

Theo bảng 6.7 tài liệu (*),
; theo bảng 6.14 với v=1.19 (m/s) < 2,5 (m/s) và cấp chính xác 9,
, theo (6.47) tài liệu (*) hệ số
(trong đó
theo bảng 6.15; g0=73 theo bảng 6.16. Do đó theo (6.46)
Vậy
Hệ số dạng răng
theo bảng 6.18 tài liệu (*) Đối với bánh dẫn:
Đối với bánh bị dẫn:

: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
: hệ số kể đến độ nghiêng của răng. Với m=2.5 mm, YS=1,08 – 0,0695ln(2,5)=1,022; YR=1 (bánh răng phay); KxF=1 (da<400mm), do đó theo (6.2) và (6.2a) tài liệu (*):

Độ bền uốn tại chân răng:

Kiểm nghiệm răng về quá tải: Với hệ số quá tải: Kqt=Tmax/T=1 Theo (6.48) tài liệu (*) ứng suất tiếp quá tải:
Theo (6.49) tài liệu (*):

Bảng thông số và kích thước bộ truyền: Thông số  Gía trị   Khoảng cách trục  aw2=160mm   Modul pháp  mn=2,5mm   Chiều rộng vành răng  bw3=64+5=69 và bw4=64   Tỷ số truyền  um=4   Góc nghiêng răng  β=12,43   Số răng bánh răng  z1=25  z2=100   Hệ số dịch chỉnh  x1=0  x2=0   Đường kính vòng chia  d1=m.z1/cosβ=64  d2=256   Đường kính đỉnh răng  da1=d1+2m=69  da2=261   Đường kính đáy răng  df1=d1-2,5m=57,75  df2=249,75   Góc profin răng 
  Góc ăn khớp 
  Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh: Chọn vật liệu: Do bộ truyền có tải trọng trung bình, không có yêu cầu gì đặc biệt. Theo bảng 6.1 tài liệu (*) ta chọn vật liệu cặp bánh răng như sau: Bánh chủ động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có σb1=850Mpa, σch1=580Mpa, ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=245HB. Bánh bị động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có σb2=750Mpa, σch1=450Mpa, ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB2=230HB. Xác định ứng suất cho phép: Số chu kì làm việc cơ sở:


Tuổi thọ:
Số chu kì làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng



Ta thấy
nên chọn
để tính toán. Suy ra
ỨNG SUẤT CHO PHÉP: Theo bảng 6.2 tài liệu (*) với thép 45, tôi cải thiện: Giới hạn mỏi tiếp xúc:
; SH=1,1 Bánh chủ động:
Bánh bị động:
Giới hạn mỏi uốn:
Bánh chủ động:
Bánh bị động:
Ứng suất tiếp xúc cho phép : Tính toán sơ bộ :
với
(Thép 45 tôi cải thiện) nên

Ứng suất uốn cho phép :
Với
(do quay 1 chiều),
– tra bảng 6.2 tài liệu (*)
và
ỨNG SUẤT QUÁ TẢI CHO PHÉP:
Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Vì đây là hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục nên aw1=aw2=160Mmm
,

:trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rông vành răng. Với
tra bảng 6.7 tài liệu (*). Xác định các thông số ăn khớp:
, theo bảng trị số tiêu chuẩn 6.8 tài liệu (*) chọn
Chọn sơ bộ góc nghiêng răng
Theo (6.31) tài liệu (*) số răng bánh nhỏ:
lấy z1=25 (răng) Số răng bánh lớn:
(răng) Do đó tỉ số truyền thực :
Góc nghiêng răng:
Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Theo công thức (6.33) tài liệu (*) ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
Trong đó: ZM=274 Mpa1/3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (Bảng 6.5 tài liệu (*)). ZH: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: Theo công thức (6.34) tài liệu (*)
Với:
: góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở
với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh
(với
là góc profin răng và
là góc ăn khớp)
: Hệ số kể dến sự trùng khớp của răng, xác định như sau: Hệ số trùng khớp doc:
Hệ số trùng khớp ngang:
Do đó theo công thức (6.36c) tài liệu (*):
KH - hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc: Theo CT (6.39) tài liệu (*):

: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Theo (6.40) tài liệu (*), vận tốc vòng của bánh chủ động:
. Trong đó đường kính vòng lăn bánh chủ động
. Với 2,5(m/s)<v=4,76 (m/s) < 5 (m/s) theo bảng 6.13 tài liệu (*) dùng cấp chính xác 8 ta chọn
. Theo ct (6.42) tài liệu (*), ta có:
với
: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15 tài liệu (*)); g0=73: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng banhs1 và 2 (bảng 6.16 tài liệu (*)).
Vậy
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
Bề rộng vành răng :

Theo (6.1) với v=1.04 (m/s) < 5 (m/s), Zv=1, với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mực tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công độ nhám Ra=2,5μm do đó ZR=0,95; với vòng đỉnh bánh răng da<700mm, KxH=1, do đó theo (6.1) và (6.1a) tài liệu (*):
Như vậy từ (1) và (2) ta có:
, cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Điều kiện bền uồn
Xác định số răng tương đương:

Theo bảng 6.7 tài liệu (*),
; theo bảng 6.14 với v=4,76 (m/s) < 5 (m/s) và cấp chính xác 8,
, theo (6.47) tài liệu (*) hệ số
(trong đó
theo bảng 6.15; g0=73 theo bảng 6.16. Do đó theo (6.46)
Vậy
Hệ số dạng răng
theo bảng 6.18 tài liệu (*) Đối với bánh dẫn:
Đối với bánh bị dẫn:

: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
: hệ số kể đến độ nghiêng của răng. Với m=2.5 mm, YS=1,08 – 0,0695ln(2,5)=1,022; YR=1 (bánh răng phay); KxF=1 (da<400mm), do đó theo (6.2) và (6.2a) tài liệu (*):

Độ bền uốn tại chân răng:

Kiểm nghiệm răng về quá tải: Với hệ số quá tải: Kqt=Tmax/T=1 Theo (6.48) tài liệu (*) ứng suất tiếp quá tải:
Theo (6.49) tài liệu (*):

Bảng thông số và kích thước bộ truyền: Thông số  Gía trị   Khoảng cách trục  aw1=160mm   Modul pháp  m=2,5mm   Chiều rộng vành răng  bw1=45+5=50 và bw2=45   Tỷ số truyền  um=4   Góc nghiêng răng  β=12,43   Số răng bánh răng  z1=25  z2=100   Hệ số dịch chỉnh  x1=0  x2=0   Đường kính vòng chia  d1=m.z1/cosβ=64  d2=256   Đường kính đỉnh răng  da1=d1+2m=69  da2=261   Đường kính đáy răng  df1=d1-2,5m=57,75  df2=249,75   Góc profin răng 
  Góc ăn khớp 
  THIẾT KẾ TRỤC - CHỌN THEN: Thông số thiết kế: Moment xoắn trên các trục: Trục I : T1=22792,22 Nmm Trục II : T2=88451,83 Nmm Trục III : T3=343261,97 Nmm Qui ước các kí hiệu: k  : số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc i : số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng i = 0 và 1 : các tiết diện trục lắp ổ i = 2..s : với s là số chi tiết quay
: khoảng cách trục giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k
: khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k
: chiều dài mayo của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục .
: khoảng công-xôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ.
: chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục k. Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục: Thép 45 có
, ứng suất xoắn cho phép
Xác định sơ bộ đường kính trục thứ k :



Tra bảng 10.2 tài liệu (*) ta chọn sơ bộ đường kính trục và bề rộng ổ lăn theo tiêu chuẩn : Vì trục I nối với động cơ qua khớp nối nên đường kính sơ bộ của trục 1 phải là
nên ta chọn
Trục I :
Trục II :
Trục III:
Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
 : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay.
  : khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp.
 : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ
 : chiều cao nắp ổ và đầu bu-lông Trục I:
Với
: chiều dài nữa khớp nối
: chiều rộng ổ lắn với d2=30mm
Với
nhưng do chiều rộng bánh răng là bw1=50mm nên tối thiểu ta phải chọn lm13=bw=50mm: chiều dài mayo bánh răng trụ.
Trục III: Chọn sơ bộ chều dài mayo bánh răng:
Chiều dài mayo bánh xích:




Trục II: Chọn sơ bộ chiều dài mayo bánh răng trụ:

với l4=10mm

.
Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền: Cặp bánh răng cấp nhanh: Lực vòng:
Lực hướng tâm:
Lực dọc trục:
Cặp bánh răng cấp chậm: Lực vòng:
Lực hướng tâm:
Lực dọc trục:
Lực do bộ truyền ngoài: Lực nối trục:
ta chọn
Lực bộ truyền xích:

Xác định lực tác dụng lên trục, đường kính các đoạn trục: Trục I: Tìm phản lực tại các gối đỡ: với M1=Fa1.dw1/2=5024 Nmm

Đường kính các đoạn trục: Theo bảng 10.5 tài liệu (*) với d1=25mm





;
;
Tuy nhiên do trục vào hộp giảm tốc nối với trục động cơ 4A100L có đường kính dđc=28mm nên ta chọn d10=(0,8..1,2).dđc=25mm. Do đó theo kết cấu ta chọn:
;
;
Trục II: Tìm phản lực tại các gối đỡ: Moment do lực Fa2 và Fa3 gây ra:

Phương trình cân bằng phản lực:

Đường kính các đoạn trục: Theo bảng 10.5 tài liệu (*) với d2=30mm





;
Theo kết cấu ta chọn đường kính các đoạn trục như sau (Hình vẽ trên):
;
Trục III: Phân tích phản lực tại các gối đỡ: Moment uốn quanh trục X do lực dọc trục Fa4 gây ra tại mặt cắt 31:
Lực do bộ truyền xích (phương chiều như hình vẽ):
Phương trình cân bằng lực:

Đường kính các đoạn trục: Theo bảng 10.5 tài liệu (*) với d3=45mm





;
;
Theo kết cấu ta chọn đường kính các đoạn trục như sau (Hình vẽ trên):
;
;
Chọn và kiểm nghiệm then: Dựa theo bảng 9.1a tài liệu (*), chọn kích thước then
theo tiết diện lớn nhất của trục. Chọn chiều dài
của then theo tiêu chuẩn, nhỏ hơn chiều dài mayo
Kiểm nghiệm then theo độ bền dập và độ bền cắt then bằng

Vôùi
(tra baûng 9.5 tài liệu 1)

: chiều dài làm việc của then bằng 2 đầu tròn Trục  Đường kính  Mặt cắt 


 b  h 


 T Nmm   I  25  10  45  40  35  10  7  4  17,37  5,21  22792,22    35  12  50  45  35  10  8  5  12,4  3,72  22792,22   II  35  21  45  40  30  10  8  5  56,16  16,85  88451,83    35  22  69  60  50  10  8  5  33,70  10,11  88451,83